清遠蓄能機組安裝調試經驗總結及設計優化

陳泓宇，何少潤，施玉澤，楊慶文，程振宇，劉 旸

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清遠蓄能機組安裝調試經驗總結及設計優化

陳泓宇1，何少潤2，施玉澤3，楊慶文3，程振宇1，劉 旸4

（1. 清遠蓄能發電有限公司，廣東 清遠 511853；2. 中國南方電網調峰調頻發電公司，廣州 510630；3. 中國水利水電第十四工程局有限公司，昆明 650000；4. 東芝水電設備(杭州)有限公司，杭州 310020）

本文結合其他電站的情況，在整個安裝調試階段會同設計制造、安裝及監理單位對機組相關項目（含部件）進行了優化，取得了較好的運行效果。本文對清遠抽水蓄能機組在運行過程中存在的問題進行了細致地分析研究，并且提出了合理的處理方案，對于確保清蓄機組安全可靠運行發揮了重要作用，為在建和擬建蓄能電站國產化后續項目借鑒和參考。

抽水蓄能；安裝調試；水泵水輪機組

0 前言

清遠抽水蓄能電站（以下簡稱“清蓄”）裝機容量4×320MW，主機設備由東芝水電（杭州）有限公司（以下簡稱“東芝水電”）承制。機組自2012年3月30日起正式開始安裝，2016年8月20日4臺機組全部完成調試投入商業運行。在整個安裝調試階段電站會同設計制造、安裝及監理單位對機組相關項目（含部件）進行了優化，取得了較好的運行效果。本文略事歸納作一簡扼介紹。

1 水泵水輪機部分

1.1 尾水管

東芝水電原“尾水管里襯現場安裝要領書”僅要求現場尾水管各環節焊縫進行100%PT或MT檢查，設計聯絡階段增加“現場焊縫全長10%以及環形焊縫與縱向焊縫交叉的T形焊縫300mm范圍內進行UT復檢”。清蓄電站考慮到抽水蓄能電站尾水管壓力較高、運行工況復雜、壓力變動范圍大等特殊情況以及推行樣板工程的要求，參考《水電水利工程壓力鋼管制造安裝及驗收規范》（GB50766-2012、DLT5017-2007）的相關規定，在實際操作中均對尾水管所有的現場焊縫提高標準進行了100%的UT檢測[1-3]。

東芝水電“水泵水輪機安裝質量檢測標準”規定尾水管上管口中心與機組設計中心允許偏差為5mm合格/4mm優良（優于GB/T 8564-2003規定的要求6mm）。清蓄電站考慮到清蓄尾水錐管與底環為法蘭連接，不具備調整性，為確保尾水錐管的順利安裝，決定將尾水管的上管口中心偏差提高到≤3mm。

清蓄4臺機尾水管現場焊縫100%的UT、100%PT檢測一次合格率均達到100%，4臺機尾水管在二期混凝土澆筑后上管口中心及方位全部在3mm以內（其中，1號機X：0mm，Y：+1.5mm；2號機X：3mm，Y：3mm；3號機X：2mm，Y：1mm；4號機X：2mm，Y：1mm；均高于相應規范的要求。

1.2 座環蝸殼

東芝水電“水泵水輪機本體埋設部件安裝要領書”要求：座環水平度（頂蓋安裝面）水平要求0.05m/m，測量4個垂直相交的8個點。由于清蓄座環不進行工地二次機加工，我們為確保工程質量，確定提高相關驗評標準為：座環法蘭面水平在座環蝸殼混凝土澆筑前徑向測量0.03mm/m（要求測點均布16點），周向測量不超過0.20mm；混凝土澆筑后周向水平不超過0.25mm。清蓄電站同時加強混凝土澆筑過程監控及管理，安裝完成的4臺機座環法蘭面水平最終為：

1號機：上法蘭面均布分測16點，徑向水平為0.18mm，周向水平為0.18mm；

2號機：上法蘭面分測16點，徑向水平為0.17mm，周向水平為0.19mm；

3號機：上法蘭面分測16點，徑向水平為0.19mm，周向水平為0.24mm；

4號機：上法蘭面分測16點，徑向水平為0.12mm，周向水平為0.15mm。

均遠優于GB/ T-8564關于“現場不進行二次機加工的座環上法蘭的水平徑向測量0.05mm/m，最大不超過0.6mm，周向測量不超過0.40mm”的規定。

1.3 導水機構

東芝水電“水泵水輪機本體安裝要領書”要求：在導水機構預裝過程中，安裝所有的導葉，主要調整導葉端面間隙使之大小頭間隙一致[4]。而我們認為，由于現場工地的預組裝校驗是一項至關重要的施工環節，根據清蓄電站全部導葉上、中、下軸套均已在工廠車間安裝完畢的實際工作條件，經與東芝水電磋商，采取以下檢查導葉軸套孔同軸度的方法：

①吊裝12個（總數16個）導水葉；②對稱4個方向不安裝導葉的導葉軸套同軸度按照圖1所示，從上軸套孔處安裝求心器掛鋼琴線，鋼琴線懸掛小重錘垂放于儲油的下軸套孔槽內的；③以下軸套孔為基準中心，使用內徑千分尺通過電測法對稱四個方向測量導葉下軸套與中、上軸套孔的同軸度（中心偏差≤0.10mm）；④在無法滿足設計要求的情況下，應使同軸度的中心偏差盡可能地分配均勻；⑤使用塞尺檢查導葉大小頭兩側端面間隙（如圖2之H值）進行驗證；⑥使用專用工具進一步確認活動導葉可以靈活轉動、無明顯卡阻；⑦采用千斤頂、楔子板根據導葉軸套孔測量數據調整同軸度（在頂蓋調整過程中，使用若干個百分表進行監控，以方便調整）；⑧重復以上調整工作，直到下止漏環與頂蓋同心度、導葉軸套孔同軸度滿足設計要求。

目前，投入運行的4臺機所有活動導葉操作靈活、沒有發生卡阻及刮傷抗磨板現象；導葉端面間隙均勻、立面間隙優良，導葉封水性良好；且上、下迷宮環同心度良好，導水機構整體運行平穩、可靠。

圖1 導葉軸套對中專用工具

圖2 端部間隙

1.4 壓水供氣液壓閥及球閥下游密封鎖定

進水閥壓水供氣液壓閥、下游側密封及其鎖錠、進水閥主配壓閥開啟腔由調速器液壓系統進行控制。當機組由停機狀態進入調相運行時，下游側密封鎖錠首先完全退出，繼而下游側密封退出，20DA1及20DA2壓水供氣液壓閥配合開啟。在機組壓水過程中，20DA2壓水供氣液壓閥首先關閉；當機組壓水到位時，20DA1壓水供氣液壓閥最后關閉。在調試過程中，20DA1及20DA2壓水供氣液壓閥通過調節閥門開啟時間，綜合考慮壓水氣罐下降壓力，使得機組在30s內快速完成壓水動作，進入下一步流程，滿足快速調峰調頻要求，如圖3所示。但1號機組動態調試期間，發現壓水供氣液壓閥20DA2在機組停機狀態下自行開啟，造成壓水氣罐非工作狀態向尾水管供氣的異常現象；同時，進水閥下游密封鎖錠也自動退出。經分析和測試，確定系在調速器液壓系統停機狀態下，在油泵停止運行、隔離閥關閉，由于主配壓閥滲漏、泄壓而使調速器液壓系統管路失壓所致。因此，在消缺期間對其進行了改造，除主配壓閥供給油路外，將經主要電磁閥的壓力油主管路直接與壓力油罐連接，并在連接處設置一個常開的截止閥，確保大部分電磁閥在機組停機時也能一直保持油壓狀態，如圖4、圖5所示。

圖3 20DA1和20DA2壓水供氣液壓閥系統圖

圖4 增加壓力油主管路直接與壓力油罐連接示意圖

圖5 改造前后液壓系統圖對比

上述技術改造不但解決了機組停止時壓水供氣液壓閥20DA2自行開啟和進水閥密封鎖錠自動退出的故障，還能根據需要進行水泵水輪機液壓排氣閥20EA1、20EA2的開閉操作，如圖6所示。同時也確認，在24h內壓力油罐的油壓僅降低了0.05MPa，油面降低值沒有超過2mm，全方位達到了改造的預期效果。

圖6 20EA1和20EA2壓水供氣液壓閥系統圖

1.5 控制環導向塊銅沉頭螺栓

在1號機組動態調試過程中，發現控制環+Y/-X方位有2塊立面限位導向滑塊滑出，其固定螺栓均被剪斷，如圖7所示。

圖7 控制環支撐結構及立面滑塊側向滑出狀況

經檢查分析，控制環與底座徑向間隙為0.35～0.45mm，還是比較理想的。側滑塊滑出的可能因素有：（1）接力器動作同步性略有差異，致使控制環向-Y方向產生位移，擠壓支撐環上側滑塊進而剪斷其固定螺釘；（2）工況轉換時（如G轉GC）瞬間劇振增大了控制環擠壓的力度和速度；（3）固定螺釘設計強度及固定方式略嫌不足。

我們根據以往的施工經驗，決定采取以下措施：（1）在滑塊間增加臨時固定板、滑塊兩端采用擋塊與頂蓋焊接止動（如圖8所示）；（2）全部拆卸原M16×38mm HPb59-1（鉛黃銅）立面導向滑塊固定螺釘，更換為M16×40mm QAl9-2（鍛鋁青銅）固定螺釘；（3）固定用的一字槽深度由2.5±0.3mm改為5±0.3mm（如圖9所示）。

機組投運以來運行情況均良好。

圖8 止動塊焊接示意圖

圖9 導向滑塊固定螺栓；（左）新、（右）舊

1.6 1號機組PC轉P調試過程中水輪機尖銳噪音的消除

1號機組PC轉P調試過程中水車室會發出汽笛般尖銳噪音，監控SOE和現場水車室實測表明：建壓壓力達到63WP設定值（原設定值4.7MP）壓力左右噪音開始突然增大，持續時間達到7~12s，待導葉打開一定開度后噪音才瞬間消失。

分析認為，在水泵啟動時回水建壓完成的狀態下，由于轉輪側的壓力高于蝸殼側，具有開方向力矩的活動導葉在轉輪側和蝸殼側壓力的相互作用下產生尖銳噪音。因此，采取縮短轉P工況運行持續時間并迅速打開活動導葉的方法應是有效的[5-6]。

在導葉全關、機組零流量的過程中進行多次回水建壓試驗，確定降低回水壓力63WP的設定值為4.2MPa，噪音持續時間只有0.5s以下的最優狀態，而且機組在運行期間各種水頭下均基本消除了這種噪音。當然，各臺機組的63WP的設定值略有不同，詳見表1。

表1 各機組63WP的設定值 單位：MPa

1.7 水位傳感器安裝位置優化

回水排氣管上的水位傳感器原豎直安裝，為防止空氣進入探針位置，排不空會完成傳感器檢測不到信號誤報發生跳機，現安裝位置優化為水平位置。

尾水水位傳感器原設計水平位置，為防止水珠掛在傳感器上，造成傳感器誤報，現優化成傾斜一定斜度。

1.8 水導軸瓦間隙增大問題

1號機組運行一段時間后，水導軸承振擺增大趨勢明顯，經機組消缺時檢測，軸瓦間隙已由原調整值0.29±0.02mm增大至0.38±0.06mm，具體軸瓦間隙詳見表2。

水導軸承設置12塊軸瓦，軸承結構如圖10所示。

表2 1號機消缺時各軸瓦間隙實測值 單位：1/100mm

經檢查發現墊塊的C5倒角（如圖10~12所示）有與調整螺桿螺牙擠壓的痕跡，說明由于C5倒角偏小限制了調整螺栓的行程，使得M72縮緊螺母未能起到鎖緊調整螺栓的作用。遂將4臺機的墊塊全部重新加工成圖12所示那樣，才基本解決了水導軸承間隙增大的問題。

圖10 清蓄水導軸承結構

圖11 水導墊塊原加工圖

圖12 水導墊塊新加工圖

2 發電電動機部分

2.1 定子組裝環境改善

由于廣東地區地下廠房溫度高、濕度大、粉塵污染嚴重，更兼其他施工環境影響，特設計、制作了定子防塵、防潮、防火組裝工棚（如圖13所示），并在組裝工棚內設置除濕機及空調，確保了定子整個組裝過程濕度控制在75%（相關規范及設備廠家要求濕度控制在80%），為定子組裝質量打下堅實的基礎。

圖13 定子組裝工棚

2.2 定子機座及定位筋安裝

東芝水電設計制造的清蓄定子機座為正十六邊形（對邊8300mm，高4515mm）的焊接結構，鴿尾筋座在廠內焊接，與定子機架一體加工。機座分兩瓣運輸到現場，分瓣面用3顆M48×3鉸制螺栓定位、17顆M48×3雙頭螺栓把合成一體后焊接成整體（如圖14所示）。在工廠采用激光跟蹤儀對分瓣定子機座預組裝進行了抽檢，檢測記錄顯示圓柱度實測值0.124＜設計值0.25。

1號機在現場進行了組合及合縫面外壁封焊，由于焊接的收縮效應（當然也可能有合縫面間隙不均的影響），機座4和5環面圓周內徑出現較大變形，偏差值最大達到+0.59/-0.53mm，軸心也發生偏移。同時，鴿尾座的垂直度惡化，偏差最大達到0.65mm。在現場采取機械及反變形焊接調整后，鴿尾筋內徑仍有最大值為0.47mm的偏差，均較多地超出了東芝水電“發電電動機安裝質量檢測標準”的相關規定[7]。

經工地多次調整和業主、監理、施工單位會同東芝水電協商，形成以下共識：

（1）根據分瓣定子機座組合的實測圓度尺寸由設計部門計算組合縫加墊厚度，并在整個焊接期間，定子內徑采取上下層加固支撐管件的防變形措施。

（2）根據多個同類型電站的安裝經驗，酌情取消2～4號機定子機座組合縫封焊工序。

（3）定位筋基準筋周向垂直度、平面扭曲度允許偏差同樣按不大于0.1mm控制，其它鴿尾筋的徑向垂直度、周向垂直度、平面扭曲度允許偏差按0.05mm/m，最大不超過0.2mm控制。并允許采用局部適度、精細打磨鴿尾筋座的方法來保證鴿尾筋圓度和垂直度滿足設計要求。

最終4臺機定子定位筋全部達到新標準的要求，如圖15所示。

圖14 定子機座結構圖

圖15 定子定位筋安裝完成

2.3 定子疊片

清蓄定子鐵心采用無穿心螺桿設計，由于疊片錯牙和裝壓時沖片產生波狀翹曲等原因，段疊后鐵心的槽寬與槽深小于單張沖片的相應尺寸是不可避免的[8-11]。而廠家提供的定位棒長度只有300mm，要保證有效高度達3320mm的鐵心在疊裝過程中的圓度、垂直度并保證鐵心內半徑達到設計要求是有一定難度的。

為此，在施工過程中，我們與東芝水電督導通力合作，遵循槽樣棒用于定位、整形棒用于整形、通槽棒用于最終檢查以及按0.10～0.15mm的級差遞減的施工經驗，并確定其加工精度應為±0.02mm（原東芝水電確定±0.05mm偏低的制造公差），重新設計、加工大厚度槽樣棒和整形工具，增加整形頻次、修改定位槽棒位置，并采取了每箱片進行分片疊裝，在疊裝完一箱后，再疊裝第二箱（常規施工方法4箱片同時疊裝）的積極措施，有效控制了疊片的波浪度、減少了補償片的使用比例，使得疊片質量達到了預期水平。

2.4 定子下線

在2號機定子下層線棒安裝過程中，發現下層線棒外形尺寸差異大且在單根線棒抽檢過程中發現個別線棒有電暈現象。為確保工程質量，經充分協商，決定對已安裝的下層線棒全部拆除，更換新線棒。且在后續的線棒安裝中，為避免再次發生2號機下層線棒類似的問題，安裝前全部線棒均進行100%耐壓試驗（規范5%抽檢）[12]。

對4臺機都發生匯流環引線位置偏差超標、運行中可能存在應力釋放引發故障的問題，最終確定將廠家焊接好的分支熔開后根據現場情況重新進行焊接，確保線棒的焊接質量。

2.5 轉子厚環板磁軛疊裝

清蓄轉子磁軛采用厚環板、分9段在廠家制作加工后發運至工地進行疊裝，這種分段磁軛之間沒有螺栓連接的結構在國內也是首次使用。

東芝傳統工藝是以通過塞尺直接測量磁軛與轉子支架立筋之間的間隙相對差并以≤0.04mm作為判定兩者同心的基準的，按照東芝水電設計，磁軛第一段最下部的內徑為Φ2599mm（如圖16所示），轉子支架“T”部設計直徑間隙為0.05～0.15mm，是能夠在使用塞尺測量的情況下進行間隙調整的。而實際上現場1號機安裝時卻由于加工誤差出現間隙幾為零無法調整的情況，外加測量手段等因素導致在1號機調整過程中多段磁軛與轉子支架立筋之間的間隙相對差＞＞0.04mm，達不到東芝水電“發電電動機安裝質量檢測標準”要求。

圖16 磁軛與轉子中心體的間隙配合

鑒于國家、行業的相關標準規范已經具體地要求測量磁軛外圓半徑并通過最小二乘法計算其偏心值，而轉子支架外徑偏差、磁軛內外徑偏差是實際存在、不可避免的，轉子偏心值正是涵蓋了“磁軛外徑與內徑偏差”、“轉子支架外徑偏差”、“磁軛與轉子轉軸間隙偏差”等諸多相關因素的綜合指標[13-15]。因此，我們認為在用測量轉子支架立筋與磁軛內圓間隙的方法的同時更側重于運用“測量磁軛外圓計算整體偏心值”的規范標定轉子的裝配質量。我們還提議評判高轉速抽水蓄能機組轉子偏心值的標準應該在GB/T8564-2003《水輪發電機組安裝技術規范》所提出0.15mm的質量標準率再提高一個檔次，建議采用《水輪發電機轉子偏心值的控制（張蔚）》提出的0.08～0.10mm[16-17]。東芝水電根據清蓄1號、2號機的裝配調整實際情況，也認同了最終磁軛整體偏心量≤0.15mm，目標值≤0.10mm的質量標準。

在施工過程中每安裝一段磁軛環，在磁軛內圓與中心體間隙、磁極鍵槽錯牙滿足標準的前提下，測量磁軛外圓與中心體的同心度，并通過不斷調整間隙與錯牙從而使得各段磁軛環同心度趨于一致。最終4臺機轉子磁軛疊裝工作按新標準圓滿完成，各主控項目全部滿足要求，轉子圓度及磁軛同心度數據優良。

同時，鑒于1號機在車間轉子中心體未參與磁軛整體預裝而未能提前發現制造偏差，從而給現場安裝帶來難度。2～4號機均在車間實施磁軛與轉子中心體整體預裝這一不容忽視的重要環節。

2.6 轉子磁極掛裝

1號機磁極掛裝完成測量磁極高程及中心時，發現各磁極安裝后實際中心高程的偏差值為-7～5mm，大于設計要求（小于±2mm），經吊出磁極檢查發現：

（1）關鍵部位“T尾打鍵面”平直度多處超出1.5mm允許值。

（2）多處不滿足設計圖紙所標示“磁極端板端面（含3個T尾）不允許突出沖片，偏差范圍不得超過0.1mm；磁極端板兩側端面也不允許突出沖片且與沖片偏差范圍不得超過0.5mm” 的設計要求。

（3）水輪機側端板200mm范圍內傾斜1mm（相當于靴部往集電環側傾斜5mm/mm）、集電環側端板200mm范圍內，端板傾斜0.5mm（相當于靴部往集電環側傾斜2.5mm/mm）。

東芝水電也意識到，磁極鐵心在廠家疊裝時未能注意到鐵心疊壓后形成的平行四邊形狀態，裝配線圈時也就沒有辨識方向，造成磁極自身傾斜、內外徑最大高差6.06mm。

為了確保了轉子組裝質量，不給機組長期穩定運行留下隱患，最終決定拆除已掛裝的磁極返廠處理，挪用合乎質量要求的3號機磁極安裝于1號機。

2.7 高壓油頂起裝置壓力下降

1號機組動態調試啟動初始打開導葉過程中，機組QSD動作啟動失敗。經分析排查，根據機組運行中推力瓦溫穩定均衡、軸瓦負載大致均衡的推斷，確認系機組開始轉動前注油泵出口壓力12.8～13.2MPa偏低，造成機組啟動運轉后注油壓力穩定值低下至10.5MPa＜整定值10.8MPa（下限），導致QSD跳機、啟動失敗。

根據我們的經驗，可以采取適當關閉溢油量偏大推力瓦的節流閥，均衡調整各軸瓦的溢油量，并通過進一步精調整，使軸瓦油膜厚度調整到相互差值為0.01～0.02mm，再鎖定節流閥。最終按溢流閥溢流壓力13.7MPa、高壓注油泵出口壓力下限10.8MPa的設計要求進行了調整、復測試驗及機組投入運行實測：

（1）機組啟動運行后高壓主油泵壓力一直波動在12.97～13.56MPa，平均穩定值為13.3MPa＞跳機整定值10.8MPa，符合設計要求。

（2）溢流閥溢流壓力整定為13.7MPa，測得溢流量為10.7L/min，滿足＞5L/min的設計計算值。

（3）經測算，推力軸承分塊瓦流量為3.923L/min，符合3.6～4.0L/min的設計計算值要求。

（4）推力瓦頂起高度（相當于油膜厚度）為0.09mm，符合設計要求。

通過正確有序的調整，推力軸承高壓注油系統進入安全高效狀態，能夠保證機組正常穩定運行。

2.8 定子上端部絕緣盒環氧滲出的現象

在1號機組運行點檢時發現共計49個定子線棒上端部絕緣盒有少量環氧滲出，其中3個滲出較多，如圖17所示。

圖17 絕緣盒環氧滲出情況

東芝水電分析認為，由于環氧完全固化后融化溫度＞200℃，而采取貼測溫紙法監測線棒溫度約100℃上下，均低于120℃的設計值。因此，至多可能是部分絕緣盒灌注時未攪拌充分、未完全凝固就灌注下一層，致使未完全凝固部分受熱膨脹后滲出。遂建議：滲樹脂輕微的用硅膠封，滲樹脂較嚴重的剖開一至兩個絕緣盒進行檢查。經解剖21號絕緣盒觀察到，盒內作為主體絕緣的灌注環氧樹脂的固化狀態良好，只是絕緣盒底部作為防止主體環氧樹脂灌注時漏出的環氧膩子發生受熱流膠，如圖18所示。最終只將21號絕緣盒重新澆注、涂漆，經測試1號機組定子絕緣合格。其余絕緣盒清掃流膠可以不做處理，能滿足長期運行需求。

圖18 拆卸的絕緣盒

2.9 1號機轉子接地

1號機進行水泵工況額定功率運行時發生一點接地故障，導致機組停機。經抽絲剝繭式查找，系固定5號磁極和6號磁極連接銅排的連接件（包括支撐螺桿上的外側螺母、絕緣墊圈等）處積存了安裝過程未能清掃干凈的銅排鉆孔所產生銅屑、銅粉，導致銅排與固定螺桿接觸，形成了短接接地（如圖19所示）。

圖19 磁極連接

經協商，決定采取如下措施：（1）安裝過程嚴格要求清掃潔凈，不得殘留銅屑雜物。（2）用硅膠填充如圖所示的間隙進行進一步防護，以求萬全。如對已安裝機組，要求對上部M24連接螺栓外側進行清掃，平墊圈下面的部分填入硅膠再進行組裝（如圖20所示）。

圖20 M24連接螺栓

2.10 3號機阻尼環脫出

3號機組在進行過速試驗后進行的例行檢查中發現1號磁極下端部的阻尼環單側脫槽下墜、連接片變形，如圖21所示。

圖21 脫槽下墜、連接片變形

盡管清蓄阻尼環脫槽、連接片變形因及時發現未釀成事故，但諸多電站類似情況所造成的嚴重惡果引起我們高度重視并進行深層次剖析、探究：

（1）車間裝配、驗收有所疏漏

①由于未將磁極壓板凸臺入槽深度（即“C”、“D”間隙值，如圖22所示）的設計值及其公差范圍明確作為車間驗收的質量標準，從連接板還沒有安裝的4號機阻尼環檢查情況來看，所測量的間隙大多超過東芝提出的標準值致使凸臺入槽量偏小，有的甚至已經處于脫槽狀態，足以證明是工廠制造時未予足夠重視所造成的后果。

圖22 磁極壓板與阻尼環的裝配

②經檢測，3號機磁極阻尼條部位阻尼環與極靴間隙其上部約有20%、下部約有36%的間隙值超過了東芝水電6.0～7.5mm的設定值，應屬于車間裝配不善或阻尼條焊接過程控制不力所致（測值＜6.0mm的說明凸臺或凹槽存在較大的加工誤差）。

③同樣，檢測1號機阻尼環雖無脫槽現象，但“C”部位間隙測量數據表明，上部約有38%、下部約有67%的間隙值超過了東芝水電6.0～7.5mm的設定值。

④同樣，檢測2號機阻尼環雖無脫槽現象，但“C”部位間隙測量數據表明，上部約有31%、下部約有46%的間隙值超過了東芝水電6.0～7.5mm的設定值。

（2）現場裝配也有失檢點

①由于原驗收質量標準沒有具體規定（上邊述及的“C”=6.0～7.5mm也是針對3號機阻尼環變形故障才提出的），對阻尼環凸臺入槽情況均未進行認真檢查，當然對入槽偏少部位也都沒有采取任何補救措施。

②從正在現場裝配的4號機轉子磁極可以看到，大部分中間連接片拉桿的高程都明顯低于阻尼環。因此，把合連接片固定螺栓后也就有往下拉動阻尼環的應力從而加大了脫槽的可能性。

（3）運行中由于磁極溫度上升，銅質阻尼條因其膨脹系數明顯高于鐵心部件，使得阻尼環向上下兩側伸長（據東芝水電測算平均單側伸長量為1.57mm左右）而減少入槽深度，這種情況尤以下部阻尼環更其突出。因此，原入槽深度不足部位就有可能在甩負荷、過速（甚至飛逸）工況下脫槽造成阻尼環變形。如若機組突發不對稱短路運行時，則極靴以外的阻尼環端頭和連接片便有可能產生塑性變形甚至觸碰、刮壞定子線圈，這樣的事故就曾在一些電站發生過。

對此，東芝水電要求對間隙值不滿足要求的阻尼環全部進行調整處理，經過施工人員積極配合采取多種方式強制性使得凸臺入槽并盡可能消除了應力，最終處理結果基本達到了“C”點間隙≤7.5mm，“D”點間隙≤3.5mm的設計要求。

我們則鑒于清蓄轉子阻尼條比較集中于磁極中部、阻尼環的懸臂長度達到350mm（惠蓄的244.5mm）的特點，以及存在阻尼環凹槽深度有悖于凹槽深度一般為阻尼環厚度1/2常規設計的問題，明確把阻尼環列為機組運行過程經常性的重點檢查項目之一。

2.11 定子線圈溫度不穩定

1號機組調試過程中，當定子電流升高后，發現定子RTD溫度特別是線棒中部溫度測值上下波動達30℃以上，定子電流降低后，測值又恢復穩定，判斷為干擾因素影響。檢查發現在發電機機坑端子箱和機坑外控制柜的電纜屏蔽線均兩頭接地，定子RTD有兩個接地點形成了干擾信號，解除機坑端子箱電纜屏蔽線接地，防止溫度跳變的措施有兩個：（1）將發電機中間層風洞里邊的電子線圈端子箱中的屏蔽層接地端不接地，CSCS的配電柜端的屏蔽層接地端接地。這樣保證PT100測量回路屏蔽層一端接地保證無共模電壓干擾。（2）由于會有一部分電磁干擾，因此在PLC測量模塊的軟件中設置channel hardware filter方式，信號強度選擇strong。并在軟件用梯度中位值平均濾波法處理，定子RTD溫度恢復正常。運行以來一直穩定。

3 進水閥部分

3.1 進水閥主配壓閥

1號機球閥在進行靜水開啟及關閉調試時，球閥能夠正常開啟。但在關閉操作時，由于主配壓閥無法復位，球閥接力器開、關操作水切換不成功，導致球閥無法正常關閉。經檢查，確認主配壓閥已泄壓（油回路壓力已為零），但閥芯沒有按設計要求動作,而只在操作水供水總閥關閉且接力器手動閥472打開的情況下，主配壓閥閥芯才能在彈簧作用下下落復位。

球閥原設計主配壓閥結構如圖23所示。

圖23為閥芯處于下落位置，即球閥接力器處于關閉位置。其工作原理是：

（1）當活塞下腔通以6.30MPa的壓力油，壓縮彈簧使閥芯上移（行程65mm），球閥接力器開啟腔通過遮程36.75mm的主配壓閥接通5.64MPa操作水源，球閥開啟。

（2）當活塞下腔泄壓（0MPa），活塞在彈簧作用下克服操作水對閥芯的上抬力和閥芯部件所受到的摩擦力，使閥芯下移遮斷球閥接力器開啟腔的壓力水源，而接通至接力器關閉腔，球閥關閉。

圖23 主配壓閥結構

經分析，由于原設計計算考慮不周，無論是球閥正常全開啟、主配壓閥閥芯處于上部位置還是脫離開初始位置，彈簧力都不足以克服操作水所形成作由于閥芯的上抬力以及相關的摩擦力，導致球閥無法正常關閉。

因此對閥芯結構進行了改造，閥桿各段外徑改變如圖24所示，同時上襯套也作了相應改動。并在現配壓閥本體能容納的范圍內選配線徑Φ34mm（彈性系數：362N/mm）的彈簧取代Φ30mm（彈性系數：221N/mm）的原彈簧。

圖24 新閥芯加工

改裝后，無論在何種工作狀態下，彈簧恢復力遠比反彈力（操作水上抬力和密封摩擦力）要大，使得主配壓閥具備平穩、準確的開關操作能力。

（1）閥芯處于開→關初始頂部位置時：

操作水上抬力+摩擦力（14982+16033=31015N）＜＜彈簧恢復力(57920N)；即使機組發生甩負荷時7.69MPa的水錘壓力，操作水上抬力+摩擦力（20427+16033=36460N）＜＜彈簧恢復力(57920N)。

（2）閥芯處于32.5mm行程位置時：

操作水上抬力+摩擦力（6088+4933=11021N）＜＜彈簧恢復力(46155N)；即使機組發生甩負荷時7.69MPa的水錘壓力，（8301+4933=13234N）＜＜彈簧恢復力(46155N)。

主配壓閥改造完成后在車間進行了7.69MPa操作油壓全開→全閉及全閉→全開的動作試驗，工作正常：

（1）全開至全關行程為64.9mm，符合設計值65±1.0mm的要求。

（2）閉→開動作時活塞最低動作壓力僅為3.1MPa。

目前清蓄電站1～4號機組主配壓閥芯、襯套及復歸彈簧已全部更換完成，其在機組運行過程中使用情況一切正常。

3.2 排除進水閥操作過程配壓閥和管路振動故障

調試初始，進水閥操作過程中配壓閥及其操作水管路（也包括接力器）振動較大，達到可以明顯目睹觀感的程度。根據我們的施工、運行經驗，在配壓閥的出口增設節流孔板（如圖25所示），有效地減小了流體對管道的沖擊，使得配壓閥和管路振動明顯減小，達到預期目的。

圖25 節流孔板

3.3 進水閥緊停閥線圈改造

2號機在G工況運行過程中由于進水閥緊急停機電磁閥（21QS）線圈短路燒壞造成機組事故停機，隨后3號機P工況又發生21QS線圈故障造成機組事故停機。經檢查，燒損電磁閥線圈阻值僅811Ω＜正常值1300Ω，更換新的21QS電磁閥線圈后，能恢復正常工作。但此故障仍多次發生，嚴重影響了機組安全運行。

經過故障分析，確認由于電磁閥線圈長期帶電運行、運行電流較大，導致溫度偏高容易燒毀電磁閥線圈。決定在電磁閥線圈前增加電磁閥專用線圈插頭，并進行了試驗校驗。

試驗分兩個部分：一是驗證新型插頭能有效減小線圈電流，二是驗證新型插頭能降低線圈溫度，見表3和4。

表3 測量電流值

表4 測量溫度

環境溫度：23.8℃（插頭適應環境溫度－25℃~－60℃）4號機組進水閥緊停閥安裝了該型號的電磁閥線圈專用插頭并經帶電試運行2個月后，測試結果見表5。

表5 安裝專用插頭后的測試結果

經較長時間運行，沒有再次燒線圈情況發生，證明在進水閥緊停閥線圈上安裝P03A-1B0專用插頭，能有效降低線圈的運行電流，對于長勵磁的線圈具備優良的保護作用。

3.4 3號機進水閥伸縮節活套法蘭整體間隙偏大問題的處理

（1）清蓄電站3號機進水閥伸縮節活套法蘭調整時，檢測活套法蘭2與伸縮節上游側配合整體間隙（G2,設計間隙1.0mm）偏大，局部最大間隙達到1.75mm（如圖26所示）。

圖26 伸縮節結構及檢測部位

（2）東芝認同我們提出的以中國國內知名的鐵嶺橡膠工業研究設計院、西北橡膠工業制品研究所推薦軸向靜密封的13%～21%作為核算密封圈最小壓縮率的標準。以此，按常規計算法蘭內壁與伸縮管外壁間隙達到1.75mm時O型密封圈的最小壓縮率僅8.0%～11.86%＜13%，該間隙配合是可能引起泄漏的。

（3）為此，東芝在廠內分別對硬度Hs60～Hs90的Φ12密封圈進行了測試，測試條件是：①裝配間隙在1.2mm～2.0mm之間變動；②試驗壓力水壓變動范圍為0～13.5MPa；③變動的往復次數為10000次。試驗結果證明，硬度Hs60～Hs80的Φ12密封圈都有不同程度的損傷，有的甚至出現泄漏，但硬度Hs90的Φ12密封圈則沒有出現異常。

（4）東芝選用截面直徑公差為12.08～12.10mm、硬度Hs90的Φ12密封圈，測算在局部間隙達到1.80mm部位還是能夠滿足密封壓縮率要求的。

因此，我們同意東芝方面的使用建議，待后續合適時機機組停機進行測量和處理。

4 調速器部分

由于調節保證計算要求，導葉快關段關閉時間8.4s，慢關時間91s，拐點76%，快關段和慢關段關閉速度差別約10.8倍，調節器計算的開度受到慢關時間所決定的機械節流片的限制，當機組在80MW下甩負荷時，導葉開度從36.41%降到0的波形中明顯觀察到有一段快關之后才進入到慢關的異常狀態（如圖27所示）。

圖27 回油管未加單向閥前甩1/4負荷

經分析，判斷是由于慢、快關的比例太大，在慢關過程中主配壓閥關閉腔出現排空瞬間導致慢關段出現快關現象。采取的措施是在回油管支路上加裝一個單向閥以遏止關閉腔排空，經此改進后關閉曲線中的快關突變段消失，達到了整體關閉規律符合調保計算要求的目的。如圖28所示，使得80MW甩負荷過程導葉關閉規律符合預期。

同時，我們還注意到，機組在76%開度以下調節負荷時，由于機組具有慣性，在升負荷過程中負荷容易超調。這可通過增加接力器的開機時間,即是開機時間和慢關段時間達到一個合適的比例予以解決。這個經驗對于高水頭，多機一管的引水系統慢關相對較慢的機組的調速器設計具有很強的借鑒意義

圖28 回油管加單向閥后甩1/4負荷

5 其它輔助設備

5.1 SFC變壓器保護勵磁涌流誤動

處理方法：投入交叉閉鎖功能，即在A、B、C任意一相監測到二次或高次諧波，即閉鎖其他兩相，以防止誤動。

5.2 SFC拖動PC工況首轉反轉

2015年9月29日12時20分進行SFC拖動PC工況首轉，結果發現反轉，方向與發電工況一致；由于啟動硬母線設計時未考慮換向，如重新換向工程量大，且耽誤時間，故2015年10月3日通知ABB公司派專人修改了程序。修改程序后于10月3日11時0分PC啟動、11時1分SFC啟動完成，機組旋轉方向正確。

6 結束語

文中所述的20多項技術改造，有的已得到實際較長期運行的考驗是成功的，有的還有待進一步考核、驗證；同時，也還有相當一部分技改項目正在收集整理之中。

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Qingyuan Pumped Storage Unit Installation Experience and Optimization of Design

CHEN Hongyu1, HE Shaorun2, SHI Yuze3, YANG Qingwen3, CHENG Zhenyu1, LIU Yang4

(1. CSG Power Generation Company Qingyuan Pumped Storage Co., Qingyuan 511853, China;2. China Southern Power Grid Peak Frequency FM Power Generation Company, Guangzhou 510630, China; 3. Sinohydro Bureau 14 Co., Ltd., Kunming 650000, China; 4. Toshiba Hydro Power (Hangzhou) Co., Ltd., Hangzhou 310020, China)

This paper introduces the installation and commissioning phase of each system of Qingyuan pumped storage power station. At the same time combining with other power stations of the installation and debugging of the unit is optimized to improve the efficiency of the unit installation and debugging and provide valuable experience for the construction of such plant.

pumped storage; installation and debugging; power plant construction

TM622

A

1000-3983(2018)02-0051-13

2017-07-15

陳泓宇（1975-），1999年7月畢業于福州大學電氣系電力系統及其自動化專業，現從事水電站機電設備管理及安裝調試工作，工程師。